DE10243535A1

DE10243535A1 - Getriebe

Info

Publication number: DE10243535A1
Application number: DE10243535A
Authority: DE
Inventors: Oswald Friedmann
Original assignee: LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG; LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
Current assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date: 2001-09-26
Filing date: 2002-09-19
Publication date: 2003-04-24
Also published as: DE10243533A1; FR2830066A1; DE10294361D2; FR2830066B1; DE10294333D2; US20050039572A1; WO2003027538A1; JP2005502543A; FR2830065A1; FR2830065B1; US7108626B2; WO2003026911A1

Abstract

Die Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe mit einer antreibenden Welle und einer getriebenen Welle insbesondere für ein Kraftfahrzeug.

Description

Die Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe mit wenigstens einer antreibenden Welle und einer getriebenen Welle, die antriebsmäßig miteinander verbunden sind, unter Verwendung von wenigstens einem auf der antreibenden Welle vorgesehenen Exzenterantrieb und einer auf der getriebenen Welle vorgesehenen Freilaufeinrichtung, die zumindest über ein Verbindungselement wie Pleuel miteinander verbunden sind. Die antreibende Welle kann dabei eine Getriebeeingangswelle und die getriebene Welle eine Getriebeausgangswelle bilden.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, ein stufenloses Getriebe zu schaffen, das in besonders einfacher und rationeller Weise herstellbar ist. Weiterhin soll durch die erfindungsgemäße konstruktive Ausgestaltung des Getriebes eine gedrungene Bauweise desselben ermöglicht werden und dennoch große Leistungen übertragbar sein, so dass eine Verwendung des Getriebes im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges möglich ist. Der erfindungsgemäße Aufbau soll weiterhin eine Kinematik und Dynamik des Getriebes gewährleisten, welche freie Massenkräfte beziehungsweise freie Momente infolge von hin- und hergehenden Getriebe- beziehungsweise Maschinenteilen in einfacher Weise verhindert. Ein gemäß der Erfindung ausgestaltetes Getriebe soll weiterhin ein energiesparendes Betreiben eines Kraftfahrzeuges ermöglichen.

Unter anderem wird dies gemäß der Erfindung dadurch gewährleistet, dass der Exzenterantrieb einen gegenüber der Rotationsachse der antreibenden Welle exzentrisch angeordneten Führungsbereich besitzt, auf dem verdrehbar ein Exzenterbauteil gelagert ist, auf dem wiederum das Verbindungselement verdrehbar gelagert ist. Ein derartiger Aufbau ermöglicht in besonders einfacher Weise eine stufenlose Verstellung der Exzentrizität des Exzenterantriebes durch Verdrehen des Exzenterbauteils relativ zu dem gegenüber der Rotationsachse der antreibenden Welle ebenfalls exzentrisch angeordneten Führungsbereich. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der Exzenterantrieb mehrere Exzentereinheiten besitzt, die, bezogen auf die Rotationsachse der antreibenden Welle, nebeneinander beziehungsweise hintereinander angeordnet sind. Die antreibende Welle mit den darauf vorgesehenen Exzentereinheiten wirkt also ähnlich wie eine Kurbelwelle, deren Kurbelradius jedoch stufenlos verstellbar ist, und zwar zwischen einem maximalen Kurbelradius und einem minimalen Kurbelradius, der vorzugsweise auch den Wert Null einnehmen kann. Um dies zu gewährleisten, sind die Exzentrizitäten der Führungsbereiche und der darauf gelagerten Exzenterbauteile gegenüber der Rotationsachse der antreibenden Welle entsprechend abgestimmt. Die Abstimmung kann dabei derart erfolgen, dass bei entsprechender Verdrehung eines Exzenterbauteils gegenüber dem zugeordneten Führungsbereich die Mittellinie beziehungsweise die Achse des Exzenterbauteils mit der Rotationsachse der antreibenden Welle übereinstimmt, wodurch der vorerwähnte Kurbelradius zu Null wird und somit keine Bewegung auf die getriebene Welle beziehungsweise die wenigstens eine Freilaufeinrichtung übertragen wird.

Ein besonders kompakter Aufbau des Getriebes kann sich dadurch ergeben, dass die antreibende Welle eine axiale Ausnehmung besitzt, in die eine Verstellwelle eingreift, mittels der das Exzenterbauteil auf dem entsprechend zugeordneten Exzenterbereich verdrehbar ist. Die axiale Ausnehmung ist dabei vorzugsweise koaxial angeordnet zur Rotationsachse der antreibenden Weile. Durch das Ineinanderschachteln einzelner Bauteile kann eine raumsparende Auslegung des Getriebes erfolgen. Besonders zweckmäßig ist es, wenn das Exzenterbauteil eine Ausnehmung besitzt zur Aufnahme des Führungsbereiches. Das Exzenterbauteil kann dabei unmittelbar auf dem entsprechend zugeordneten Führungsbereich verdrehbar gelagert sein. Es kann jedoch auch zweckmäßig sein, zwischen den beiden Bauteilen eine Lagerung wie zum Beispiel eine Gleitlagerung vorzusehen.

Für den Aufbau des Getriebes kann es besonders vorteilhaft sein, wenn ein Exzenterbauteil im Bereich seiner Ausnehmung eine Innenverzahnung bildet. Diese Innenverzahnung kann dabei derart ausgestaltet sein, dass sie eine Lagerung des Exzenterbauteils auf dem zugeordneten Führungsbereich über die den Kopfkreis der Verzahnung begrenzenden Verzahnungsabschnitte ermöglicht.

Weiterhin kann es besonders zweckmäßig sein, wenn die Verstellwelle eine Außenverzahnung besitzt, wobei diese Außenverzahnung mit der Innenverzahnung des Exzenterbauteils in Eingriff stehen kann. Durch eine derartige konstruktive Ausgestaltung wird eine Verdrehung des Exzenterbauteils auf dem Führungsbereich durch Verdrehung der Verstellwelle ermöglicht.

Ein besonders einfacher Aufbau des Getriebes kann weiterhin dadurch gewährleistet werden, dass die Verstellwelle über die den Kopfkreis ihrer Außenverzahnung bildenden Abschnitte in der Aushebung der antreibenden Welle zentriert beziehungsweise gelagert ist.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn das Verbindungselement, wie zum Beispiel ein Pleuel, über eine Wälzlagerung auf dem zugeordneten Exzenterbauteil verdrehbar aufgenommen ist. Für manche Anwendungsfälle kann jedoch auch eine Gleitlagerung zum Einsatz kommen, die entweder selbstschmierend und/oder über einen Ölkreislauf geschmiert wird.

Eine besonders gedrungene Bauweise des Getriebes kann auch dadurch gewährleistet werden, dass wenigstens zwei Verbindungselemente auf einem gemeinsamen Exzenterbauteil gelagert sind. Der Abstand der parallel zueinander angeordneten antreibenden Welle und getriebenen Welle, der Abstand zwischen den beiden Verschwenkachsen eines Verbindungselementes und die auf der getriebenen Welle vorgesehenen Freilaufeinrichtungen können dabei derart aufeinander abgestimmt sein, dass die einem gemeinsamen Exzenterbauteil zugeordneten Verbindungselemente im Getriebe derart ausgerichtet sind, dass bei Übertragung eines Drehmomentes das eine Verbindungselement auf Zug beansprucht wird, und das andere Verbindungselement auf Schub.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der mit einem Verbindungselement zusammenwirkende und auf der getriebenen Welle vorgesehene wenigstens eine Freilauf einen Außenring besitzt, an dem das Verbindungselement verschwenkbar angelenkt ist. Zweckmäßig ist es, wenn jedem Verbindungselement ein eigener Freilauf zugeordnet ist.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der Abstand zwischen den parallel zueinander angeordneten antreibenden und getriebenen Wellen, die maximal einstellbare Exzentrizität eines Exzenterantriebes und die einem Verbindungselement zugeordnete Freilaufeinrichtung derart bemessen und aufeinander abgestimmt sind, dass der über das Verbindungselement an der Freilaufeinrichtung erzeugbare maximale Verschwenkwinkel in der Größenordnung von 40 bis 130°, vorzugsweise in der Größenordnung von 40 bis 90° liegt.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn ein Exzenterbauteil um mindestens 180° auf dem zugeordneten Führungsbereich verdrehbar ist. In vorteilhafter Weise kann der Abstand zwischen der Rotationsachse der antreibenden Welle und der Mittellinie beziehungsweise Achse des exzentrisch angeordneten Führungsbereiches der halben, maximal einstellbaren Exzentrizität des Exzenterantriebes entsprechen. Es kann also die Mittellinie beziehungsweise die Achse eines Führungsbereiches eine Exzentrizität in Bezug auf die Rotationsachse der antreibenden Welle besitzen, welche der Exzentrizität entspricht, die vorhanden ist zwischen der Mittellinie beziehungsweise Achse des Führungsbereiches und der Mittellinie beziehungsweise der Achse des zugeordneten Exzenterbauteils. Durch eine derartige Bemessung kann der wirksame Radius des Exzenterantriebes auf Null eingestellt werden, wodurch eine unendliche Übersetzung vorhanden ist, was wiederum bedeutet, dass keine Bewegung auf ein Verbindungselement übertragen wird. Durch entsprechende Verdrehung um 180° eines Exzenterbauteils auf einem Führungsbereich, kann der maximal wirksame Radius des Exzenterantriebes eingestellt werden, was wiederum der kleinsten, einstellbaren Übersetzung des. Getriebes entspricht, welche jedoch die größtmögliche Bewegung auf das wenigstens eine Verbindungselement bewirkt.

Für den Aufbau des Getriebes kann es vorteilhaft sein, wenn ein Exzenterbauteil aus zwei Bestandteilen besteht, welche um den zugeordneten Führungsbereich angeordnet sind. Zweckmäßig ist es dabei, wenn zunächst ein einstückig ausgebildetes Exzenterbauteil hergestellt wird, welches dann in zwei Bestandteile aufgeteilt wird. Diese Aufteilung kann in vorteilhafter Weise durch Brechen erfolgen, wobei bei diesem Vorgang das Exzenterbauteil bereits thermisch behandelt sein kann, also beispielsweise durchgehärtet. Diese Verfahrensweise hat den Vorteil, dass durch die an den Bruchstellen entstehenden Ungleichmäßigkeiten eine genaue Positionierung der zusammengesetzten Bestandteile gewährleistet ist. Die ein Exzenterbauteil bildenden Bestandteile können über wenigstens ein aufgepresstes und/oder aufgeschrumpftes Bauteil zusammengehalten werden. Dieses aufgepresste beziehungsweise aufgeschrumpfte Bauteil kann in vorteilhafter Weise durch den Lagerinnenring wenigstens eines auf das Exzenterbauteil aufgepressten Wälzlagers gebildet sein.

Die Verdrehung der Verstellwelle gegenüber der antreibenden Welle kann in einfacher Weise durch einen im Bereich eines Endes der antreibenden Welle vorgesehenen Verstellmotor erfolgen. In vorteilhafter Weise kann dieser Verstellmotor an dem Ende der antreibenden Welle vorgesehen werden, welches von dem mit der antreibenden Welle verbundenen Antriebsmotor abgewandt ist. In vorteilhafter Weise kann der Verstellmotor koaxial zur Rotationsachse der antreibenden Welle angeordnet sein. Es sind jedoch auch Ausführungsformen möglich, bei denen der Verstellmotor versetzt gegenüber der antreibenden Welle angeordnet ist.

Der die Exzentrizität beziehungsweise den Kurbelradius eines Exzenterantriebes verstellende Verstellmotor kann in vorteilhafter Weise sowohl mit der antreibenden Welle als auch mit der Verstellwelle eine antriebsmäßige Verbindung besitzen. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn der Verstellmotor mit der antreibenden Welle rotiert. Um die gewünschte Verstellung zu ermöglichen, kann es zweckmäßig sein, wenn zwischen wenigstens einer der beiden Wellen, nämlich antreibende Welle und Verstellwelle, und dem Verstellmotor eine Getriebeübersetzung vorhanden ist. Diese Übersetzung kann in einfacher Weise mittels eines Planetengetriebes beziehungsweise eines Planetensatzes erfolgen. Der Elektromotor kann beispielsweise über Schleifringe mit Strom versorgt werden. Zur Verstellung der Übersetzung des Getriebes kann es besonders zweckmäßig sein, wenn zwei parallel zueinander geschaltete Planetensätze zum Einsatz kommen, die in Wirkverbindung mit den zueinander zu verdrehenden Wellen stehen. Um die gewünschte Verstellung zu realisieren, kann auch ein sogenanntes "Harmonicdrive"-Getriebe Verwendung finden.

Obwohl die kurbelwellenähnlich wirkende, antreibende Welle einstückig ausgebildet werden kann, besteht auch die Möglichkeit, diese Welle als zusammengesetzte Welle auszuführen. Es können also beispielsweise eine Mehrzahl von Führungsbereichen miteinander verschraubt werden.

In vorteilhafter Weise kann die Verzahnung eines Exzenterbauteils und/oder die Verzahnung der Verstellwelle zur Verbesserung der Gleiteigenschaften beschichtet und/oder oberflächenbehandelt sein. Diese Verzahnungen können als Schräg- oder Geradeverzahnung ausgebildet werden. Durch Einsatz einer Schrägverzahnung kann die Reibung im System erhöht werden, so dass im Extremfall auch eine Selbsthemmung ermöglicht wird. Bei Selbsthemmung wird keine oder nur eine geringe Energie zum Halten der Übersetzung benötigt. Die Größe beziehungsweise der Anteil der Sperrwirkung der ineinandergreifenden Verzahnungen kann somit durch entsprechende Auswahl des Verzahnungswinkels bestimmt werden und somit an den jeweiligen Anwendungsfall angepasst werden.

Weitere zweckmäßige Ausgestaltungsmerkmale sowohl funktioneller als auch konstruktiver Art, die bei einem erfindungsgemäßen Getriebe Verwendung finden können, werden anhand der folgenden Figurenbeschreibung näher erläutert.
Dabei zeigen:
Fig. 1 einen Schnitt durch eine entsprechend der Erfindung ausgebildete Antriebsanordnung mit einem Getriebe und einer elektrischen Maschine,
Fig. 2 einen teilweise dargestellten Schnitt gemäß der Linie II-II der Fig. 1,
Fig. 3 eine in vergrößertem Maßstab dargestellte Einzelheit der Fig. 1,
Fig. 4 eine Ausführungsvariante eines Verstellgetriebes zur Einstellung der Getriebeübersetzung,
Fig. 5 eine alternative Anordnung verschiedener Komponenten einer erfindungsgemäßen Antriebsanordnung,
Fig. 6 eine vergrößerte Darstellung einer Freilaufeinheit 9,
die Fig. 7 und 8 jeweils eine Vergrößerung eines Teilbereiches der in Fig. 6 dargestellten Freilaufeinheit und
Fig. 9 ein Diagramm mit verschiedenen Linienverläufen.
Die in den Fig. 1 bis 3 dargestellte Antriebsanordnung umfasst ein Getriebe 1, das als Kurbelgetriebe ausgebildet ist.
Das Getriebe 1 besitzt ein Gehäuse 2, das mit einem Antriebsmotor, zum Beispiel einer Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeuges, verbindbar ist.
Das Getriebe 1 der Antriebsordnung besitzt weiterhin eine antreibende Welle 3, die hier die Getriebeeingangswelle bildet sowie eine angetriebene Welle 4, die hier eine Getriebeausgangswelle bildet.
Die beiden Wellen 3 und 4 sind im Getriebegehäuse 2 verdrehbar gelagert und sind parallel zueinander ausgerichtet.
Die beiden Wellen 3 und 4 sind antriebsmäßig miteinander verbunden. Diese Verbindung erfolgt mittels eines auf der antreibenden Welle 3 vorgesehenen Exzenterantriebes 5 und einer auf der getriebenen Welle 4 vorgesehenen Freilaufeinrichtung 6, die zumindest über ein Verbindungselement 7, welches hier pleuelartig ausgebildet ist, miteinander antriebsmäßig verbunden sind.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel besteht der Exzenterantrieb 5 aus einer Mehrzahl von um die antreibende Welle 3 axial nebeneinander angeordneten Exzentereinheiten 8.
Die Freilaufeinrichtung 6 besteht aus einer Mehrzahl von um die getriebene Welle 4 axial hintereinander angeordneten Freilaufeinheiten 9.
Zur Bildung einer Exzentereinheit 8 trägt beziehungsweise besitzt die antreibende Welle 3 einen gegenüber der Rotationsachse 10 dieser antreibenden Welle 3 exzentrisch angeordneten Führungsbereich 11, auf dessen Mantelfläche ein Exzenterbauteil 12 verdrehbar beziehungsweise verschwenkbar gelagert ist. Auf dem Exzenterbauteil 12 ist mindestens ein Verbindungselement 7, das hier als Pleuelstange ausgebildet ist, verdrehbar beziehungsweise verschwenkbar aufgenommen. Die Lagerung der wenigstens einen Pleuelstange 7 erfolgt bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel über eine Wälzlagerung 13, die hier durch ein einreihiges Kugellager gebildet ist.
Die ringartig beziehungsweise scheibenartig ausgebildeten Exzenterbauteile sind, wie dies insbesondere aus Fig. 1 zu entnehmen ist, derart ausgestaltet, dass sie zwei axial nebeneinander angeordnete Pleuelstangen 7 mitsamt der entsprechenden Lagerung aufnehmen können. Die winkelmäßige Ausrichtung im Getriebe und Anlenkung an der jeweils zugeordneten Freilaufeinheit 9 zweier solcher Pleuelstangen 7 ist aus Fig. 2 ersichtlich.
Besonders aus Fig. 2 ist zu entnehmen, dass ein Exzenterbauteil 12 eine Ausnehmung besitzt zur Aufnahme eines Führungsbereiches 11. Das Exzenterbauteil 12 besitzt dabei eine um die Ausnehmung gelegte Innenverzahnung 14. Die Innenverzahnung 14 ist dabei in Bezug auf die äußere Mantelfläche des entsprechenden, exzentrischen Führungsbereiches 11 derart abgestimmt, dass das Exzenterbauteil 12 über die den Kopfkreis der Innenverzahnung 14 begrenzenden Abschnitte dieser Innenverzahnung auf dem Führungsbereich 12 zentriert ist.
Die antreibende Welle 3 beziehungsweise die diese bildenden Führungsbereiche 11 weisen eine sich in Richtung der Achse 10 erstreckende Ausnehmung 15 auf, welche eine Verstellwelle 16 aufnimmt. Die Verstellwelle 16 ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel in der Ausnehmung 15 verdrehbar gelagert. Wie insbesondere aus Fig. 3 ersichtlich ist, besitzt die Verstellwelle 16 eine Außenverzahnung 17, deren Zähne mit den Zähnen der Innenverzahnung 14 des Exzenterbauteils 12 in Eingriff stehen. Die Verstellwelle ist über die den Kopfkreis der Außenverzahnung 17 bildenden Abschnitte dieser Außenverzahnung 17 in der Ausnehmung 15 der antreibenden Welle 3 zentriert beziehungsweise gelagert.
Wie aus Fig. 3 ebenfalls ersichtlich ist, sind die zur antreibenden Welle 3 gehörenden, gegenüber der Rotationsachse 10 dieser Welle 3 exzentrisch angeordneten Führungsbereiche 11 derart ausgebildet, dass die Ausnehmung 15 über einen bestimmten Winkelbereich offen ist, so dass in diesem Bereich die Verzahnung 17 der Verstellwelle 16 gegenüber der äußeren Mantelfläche der Führungsbereiche 11 radial hervorstehen kann, wodurch ein Eingriff mit der Verzahnung 14 ermöglicht wird.
Bei Vorhandensein einer Anzahl von "n" Führungsbereichen 11 sind diese vorzugsweise um die Verstellwelle 16 beziehungsweise um die Rotationsachse 10 derart verteilt, dass der Winkelversatz zwischen zwei in Umfangsrichtung aufeinanderfolgenden Führungsbereichen 11 360° : "n" beträgt. Aus Fig. 1 sind beispielsweise 6 Führungsbereiche 11 ersichtlich, so dass der vorerwähnte Winkel 360° : 6 also 60° beträgt. Die jeweils um die Welle 3 aufeinanderfolgenden Führungsbereiche 11 müssen sich dabei nicht unmittelbar in axialer Richtung der Verstellwelle 16 beziehungsweise der antreibenden Welle 3 folgen, sondern die axiale Reihenfolge der einzelnen Führungsbereiche 11 kann entsprechend den Erfordernissen bezüglich Festigkeit, Dynamik und anderen Parametern gewählt werden.
Wie aus den Fig. 1 bis 3 zu entnehmen ist, sind die beiden Wellen 3 und 16, bezogen auf die Rotationsachse 10 der antreibenden Welle 3, koaxial angeordnet. Das bedeutet also, dass die antreibende Welle 3 und die Verstellwelle 16 um die gleiche Rotationsachse 10 sich drehen können.
Aus Fig. 3 ist zu entnehmen, dass die scheibenartig ausgebildeten Führungsbereiche 11 in Bezug auf ihre äußere, ringartige beziehungsweise zylindrische Mantelfläche eine Mittellinie 18 besitzen, die um den Abstand 19 gegenüber der Rotationsachse 10 exzentrisch angeordnet ist.
Weiterhin ist aus Fig. 3 zu entnehmen, dass die Exzenterbauteile 12, bezogen auf ihre äußere, ringförmige Mantelfläche 20, eine Mittellinie 21 besitzen, die gegenüber der Mittellinie 18 der Führungsbereiche 11 exzentrisch um einen Abstand 22 angeordnet ist. Die einzelnen Bauteile 16, 3 und 12 sind dabei derart aufeinander abgestimmt, dass der Abstand 19 dem Abstand 22 entspricht, so dass also die Exzentrizität der Mittellinie 21 gegenüber der Rotationsachse 10 doppelt so groß ist wie die Exzentrizität der Mittellinie 18 gegenüber dieser Rotationsachse 10.
Die in Fig. 3 dargestellte Relativposition zwischen den einzelnen Bauteilen beziehungsweise Bauteilbereichen 16, 11 und 12 erzeugt also den maximalen Hub, den eine Exzentereinheit 8 auf die darauf gelagerten Pleuelstangen 7 übertragen kann. Dieser Hub entspricht dem Doppelten der Summe der Abstände 19 und 22.
Durch Verdrehung der Welle 16 gegenüber der Welle 3 wird über die ineinandergreifenden Verzahnungen 14, 17 das Exzenterbauteil 12 einer Exzentereinheit 8 um den entsprechenden Führungsbereich 11 verdreht beziehungsweise verschwenkt. Die Verdreh- beziehungsweise Verschwenkachse entspricht dabei der Mittellinie 18. Durch diese Verdrehung der Welle 16 wandert die Mittellinie 21 entlang eines Kreises mit Mittelpunkt 18 und einem Radius entsprechend dem Abstand 22 beziehungsweise 19. Diese Kreisbewegung der Mittellinie 21 ist in Fig. 3 durch den Pfeil 23 angedeutet.
Aus Fig. 3 ist ersichtlich, dass aufgrund einer entsprechend dem Pfeil 23 erfolgenden Verlagerung der Mittellinie 21 um den Mittelpunkt beziehungsweise die Mittellinie 18 eine Verringerung des Abstandes zwischen der Mittellinie 21 und der Rotationsachse 10 erfolgt. Dies bedeutet, dass die Exzentrizität der Exzenterbauteile 12 gegenüber der Rotationsachse 10 verringert wird und somit auch der auf die Verbindungselemente beziehungsweise Pleuelstangen 7 übertragbare Hub.
Aufgrund der hier vorhandenen Abstimmung zwischen den beiden Abständen 19 und 22 kann durch eine Verdrehung der Mittellinie 21 um die Mittellinie 18, entsprechend einem Winkel von 180°, die Mittellinie 21 koaxial zur Rotationsachse 10 gebracht werden. Dies bedeutet, dass die ringförmige äußere Mantelfläche 20 eines Exzenterbauteils 12 als Mittelpunkt beziehungsweise Mittelachse die Rotationsachse 10 der Welle 3 besitzt, so dass dann keine Exzentrizität mehr vorhanden ist. Somit kann auch keine Hubbewegung auf die Verbindungselemente 7übertragen werden. Dies bedeutet also, dass, obwohl die Welle 3 angetriebenen wird, die getriebene Welle 4 beziehungsweise die Ausgangswelle des Getriebes 1 stillstehen kann.
Die kurbelwellenähnlich ausgebildete Eingangswelle 3 des Getriebes 1 besitzt einen Endzapfen 24 zur Verbindung mit einem Antriebsmotor. In Fig. 1 ist dieser Endzapfen 24 außenverzahnt und nimmt die Nabe eines Torsionsdämpfers auf, der antriebsmäßig mit einem Schwungrad einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine verbunden ist. Auf der dem Endzapfen 24 beziehungsweise dem Motor abgekehrten Seite der Getriebeeingangswelle 3 ist ein Verstellmechanismus 25 vorgesehen, der hier lediglich schematisch angedeutet ist. Über den Verstellmechanismus 25 kann die Verstellwelle 16 gegenüber der Getriebeeingangswelle 3 verdreht werden, wodurch sich das Übersetzungsverhältnis des Getriebes 1 verändert. Der Verstellmechanismus kann, wie in Fig. 1 dargestellt, konzentrisch zur Rotationsachse 10 vorgesehen werden und um diese Achse 10 verdrehbar sein. Der Verstellmechanismus 25 kann beispielsweise einen Elektromotor 26 aufweisen, der lediglich schematisch dargestellt ist. Der Aufbau des Verstellmechanismus ist dabei derart vorgenommen, dass der Rotor mit einer der beiden Wellen 3, 16 antriebsmäßig verbunden ist und der Stator mit der anderen der beiden Wellen 16, 3 eine antriebsmäßige Verbindung aufweist. Diese Verbindungen können beispielsweise mittels Zahnrädern, welche Planetenantriebe bilden können, erfolgen. In Fig. 1 werden die vorerwähnten antriebsmäßigen Verbindungen mit den Wellen 3, 16 mittels zwei parallel geschalteten Planetensätzen 27, 28 realisiert. Bei dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind die Planetensätze 27, 28 derart aufgebaut und angeordnet, dass das eine Sonnenrad mit der Welle 3 und das andere Sonnenrad mit der Welle 16 drehverbunden ist.
Der Verstellmechanismus 25 kann jedoch auch ein sogenanntes "Harmonicdrive"- Getriebe aufweisen.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 ist die kurbelwellenähnlich ausgebildete Getriebeeingangswelle 3 einstückig gestaltet. Eine derartige Welle 3 könnte jedoch auch aus mehreren axial hintereinander angeordneten Bestandteilen, die miteinander starr verbunden sind, bestehen. So könnten beispielsweise mehrere als Einzelbauteile hergestellte Führungsbereiche 11 miteinander verbunden werden, was beispielsweise durch Schraubverbindungen erfolgen kann. Zusätzlich zu diesen Schraubverbindungen könnten noch formschlüssige Verbindungen, die durch ineinandergreifende Profilierungen gebildet werden können, vorgesehen werden. Eine Schweißkonstruktion wäre ebenfalls möglich.
Bei Einsatz einer einteiligen Getriebeeingangswelle 3 müssen die Exzenterbauteile 12 in mindestens zwei Bauelemente 29, 30 (Fig. 3) aufgeteilt werden, damit diese um die Führungsbereiche 11 montiert werden können. Dies kann beispielsweise dadurch erfolgen, dass die einzelnen Exzenterbauteile 12 zunächst einstückig hergestellt und vorzugsweise auch thermisch behandelt werden und erst danach zum Beispiel durch Brechen in zwei Bauelemente aufgeteilt werden. Die durch das Brechen erzeugten Bruchstellen 30a sind in Fig. 3 ersichtlich. Obwohl für den Zusammenhalt zweier Bauelemente 29, 30 Verschraubungen und/oder Verstiftungen vorgesehen werden können, kann es für viele Anwendungsfälle ausreichend sein, wenn die einander zugeordneten Bauelemente 29, 30 über wenigstens eine, auf der äußeren Mantelfläche 20 aufgenommene Wälzlagerung zusammengehalten werden. Hierfür können beispielsweise bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel die einem Exzenterbauteil 12 zugeordneten Innenringe der beiden einreihigen Kugellager 13 auf das aus zwei Bauelementen 29, 30 bestehende Exzenterbauteil 12 aufgepresst und/oder aufgeschrumpft werden. Aufgrund der im Bereich der Bruchstellen 31 vorhandenen Rauhigkeit wird auch eine genaue Positionierung zweier Bauelemente 29, 30 gewährleistet.
Die ineinandergreifenden Verzahnungen 14, 17 können als gerade Verzahnung oder aber auch als Schrägverzahnung ausgebildet sein. Durch Verwendung von Schrägverzahnungen kann die Reibung im System beziehungsweise zwischen den ineinandergreifenden Verzahnungen vergrößert werden. Die im Gesamtsystem vorhandene Reibung ist dabei abhängig vom Winkel der Schrägverzahnungen. Die Schrägverzahnungen können dabei derart ausgebildet werden, dass im Gesamtsystem des Exzenterantriebes 5 praktisch eine Selbsthemmung auftritt, so dass dann praktisch keine Energie erforderlich ist, um die eingestellte Übersetzung zu halten. Bei einer derartigen Auslegung ist dann jedoch für die Verstellung des Systems beziehungsweise des Exzenterantriebes 5 mehr Leistung beziehungsweise Energie notwendig. Die Verwendung von Schrägverzahnungen ermöglicht also eine an den jeweiligen Anwendungsfall angepasste Auslegung des Hemmungsgrades im Exzenterantrieb 5.
Um dynamische Kräfte innerhalb des Getriebes 1 zumindest zu reduzieren, kann es zweckmäßig sein, wenn an jedem Ende der kurbelwellenähnlich ausgebildeten Getriebeeingangswelle 3 Ausgleichsmassen vorgesehen werden, über die die eventuell vorhandenen freien Momente beziehungsweise freien Kräfte ausgeglichen werden können. Diese zusätzlichen Massen können ähnlich ausgebildet und um die Rotationsachse 10 der Welle 3 angeordnet sein wie die Exzenterbauteile 12. Die zusätzlichen Massen können also, ähnlich wie die Exzenterbauteile 12, ihren wirksamen Radius, also ihre Exzentrizität gegenüber der Achse 10, verändern. Dadurch wird es möglich, dass zumindest bei Einstellung eines Kurbelradius beziehungsweise einer Exzentrizität Null alle Massen zumindest an der Welle 3 ausgeglichen sind. Kurbelradius Null bedeutet, dass die Mittellinie beziehungsweise Mittelachse 21 sich in einer Position befindet, die koaxial zur Rotationsachse 10 ist.
Bei dem in den Figuren dargestellten Ausführungsbeispiel einer Antriebsanordnung ist, wie dies insbesondere aus Fig. 1 ersichtlich ist, eine elektrische Maschine 31 vorgesehen, die als Generator und/oder Motor ausgelegt sein kann. Sofern die elektrische Maschine 31 auch als Motor betreibbar ist, kann diese als Anlasser dienen für die am Wellenzapfen 24 angekoppelte Brennkraftmaschine. Weiterhin kann dann diese elektrische Maschine 31 als Hilfsantrieb für das mit einem solchen Getriebe ausgestattete Kraftfahrzeug dienen. Hierfür sind entsprechende Freiläufe beziehungsweise Kupplungen vorgesehen, die gegebenenfalls auch eine zeitweise Entkoppelung der elektrischen Maschine 31 von der Brennkraftmaschine ermöglichen, so dass gegebenenfalls die Brennkraftmaschine auch während der Fahrt des Kraftfahrzeuges stillgesetzt werden kann. Die elektrische Maschine 31 kann einen Hybridbetrieb eines Fahrzeuges ermöglichen.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel die elektrische Maschine 31 koaxial zur Rotationsachse 10 der Getriebeeingangswelle 3 angeordnet, wobei der Stator 32 von einem Gehäuseteil 33 aufgenommen ist, das mit dem Getriebegehäuse 2 fest verbunden ist beziehungsweise einen Bestandteil dieses Getriebegehäuses 2 bilden kann. Das den Exzenterantrieb 5 umfassende mechanische Getriebe ist von der elektrischen Maschine 31 durch eine Zwischenwand 34 getrennt. Der Rotor 35 der elektrischen Maschine 31 ist hier im Gehäuse 2 beziehungsweise im Gehäuseteil 33 verdrehbar gelagert und über Kupplungen, die hier als Freiläufe 36, 37 ausgebildet sind, mit der Getriebeeingangswelle 3 und/oder mit einem gegenüber der Welle 3 verdrehbaren Zahnrad 38 wahlweise verbindbar. Das Zahnrad 38 ist antriebsmäßig mit der Getriebeausgangswelle beziehungsweise der anzutreibenden Welle 4 verbunden, was bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel über zwei Zahnräder 39, 40 erfolgt. Das Zahnrad 40 ist dabei konzentrisch zur Welle 4 angeordnet und das Zahnrad 39 dient als Verbindungselement zwischen den beiden Zahnrädern 38, 40.
Die die Zahnräder 38, 39 und 40 umfassende Übersetzung, welche eine antriebsmäßige Verbindung zwischen dem Rotor 35 der elektrischen Maschine 31 und der Welle 4 gewährleistet, ist vorzugsweise derart ausgebildet, dass bei Generatorbetrieb der elektrischen Maschine 31 der Rotor 35 mit einer Drehzahl dreht, die zumindest gleich groß oder größer ist als die Drehzahl des Motors, mit welcher die Welle 3 angetrieben wird. Sofern der Rotor 35 mit einer höheren Drehzahl dreht als der die Welle 3 antreibende Motor, kann der Antrieb des Rotors 35, ausgehend von der Welle 3 über die Verbindungselemente 7 auf die Welle 4 und von dort über die die Zahnräder 38, 39, 40 umfassende Übersetzung auf den Rotor 35 erfolgen. Bei einem derartigen Antrieb der elektrischen Maschine 31 sind die Kupplungsmittel, welche hier durch die Freiläufe 36, 37 gebildet sind, derart geschaltet, dass kein direkter Antrieb zwischen der Welle 3 und dem Rotor 35 vorhanden ist. Dadurch kann ein Blockieren des gesamten Antriebssystems vermieden werden.
Die antriebsmäßige Verbindung zwischen dem Rotor 35 und der Welle 4 kann auch mittels eines Ketten- oder Riementriebes erfolgen. Weiterhin kann es zweckmäßig sein, wenn die antriebsmäßige Verbindung zwischen Rotor 35 und Welle 4 eine veränderbare Übersetzung zulässt, wobei diese Veränderung stufenweise oder kontinuierlich erfolgen kann. Bei einer kontinuierlichen Veränderungsmöglichkeit des Übersetzungsverhältnisses der antriebsmäßigen Verbindung zwischen dem Rotor 35 und der Welle 4 können in vorteilhafter Weise sogenannte Kegelscheibenumschlingungsgetriebe eingesetzt werden. Derartige Getriebe können gezielt geregelt beziehungsweise gesteuert werden in Abhängigkeit von Betriebsparametern der Brennkraftmaschine beziehungsweise der Antriebsanordnung. Dies kann beispielsweise durch hydraulische und/oder elektrische Mittel erfolgen. Es können jedoch auch Kegelscheibenumschlingungsgetriebe zum Einsatz kommen, die über fliehkraftabhängige Mittel eine Veränderung der Übersetzung erfahren.
Die Kupplungsmittel 36, 37, welche einerseits eine antriebsmäßige Verbindung des Rotors 35 mit der Welle 3, also praktisch direkt mit dem Antriebsmotor, und andererseits mit der Abtriebsseite des Getriebes, im vorliegenden Ausführungsbeispiel mit der Welle 4, gewährleisten, sind vorzugsweise derart ausgebildet, dass zumindest bei Betrieb der elektrischen Maschine 31 als Generator der Rotor 35 durch den schnelleren Antrieb angetrieben wird. Dadurch kann gewährleistet werden, dass insbesondere bei einer festen Übersetzung zwischen Abtriebsseite des Getriebes, nämlich hier zwischen der Welle 4 und dem Rotor 35, bei langsam drehender Welle 4 oder gar stillstehender Welle 4 der Rotor 35 unmittelbar unter Zwischenschaltung der Welle 3 vom Antriebsmotor, also von der Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeuges, angetrieben werden kann.
Sofern die elektrische Maschine 31 als Motor betrieben wird, kann diese auch zum Anlassen des die Welle 3 antreibenden Motors dienen. Bei einer solchen Betriebsweise der elektrischen Maschine 31 wird vorzugsweise die antriebsmäßige Verbindung zur Abtriebsseite des Getriebes, also zur Welle 4, unterbrochen. Dies kann beispielsweise mittels einer schaltbaren Kupplungseinheit 37 erfolgen.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 ist ein übersetzungsfreier Antrieb des Rotors 35 mittels der die Welle 3 antreibenden Brennkraftmaschine möglich. Es kann jedoch auch zweckmäßig sein, zwischen dem Rotor 35 und der Brennkraftmaschine eine Getriebeeinrichtung vorzusehen, die eine Veränderung des drehzahlmäßigen Übersetzungsverhältnisses zwischen Brennkraftmaschine und Rotor 35 ermöglicht. Dies kann über ein schaltbares, wenigstens zwei Stufen aufweisendes Zahnradgetriebe oder aber mittels variabler Getriebe erfolgen. Eine derartige Übersetzungseinrichtung beziehungsweise ein solches Getriebe kann beispielsweise zwischen dem Rotor 35 und der Welle 3 vorgesehen werden.
Der Verstellmechanismus 25 für den Exzenterantrieb 5 ist in besonders platzsparender Weise innerhalb des zumindest teilweise hohl ausgebildeten Rotors 35 angeordnet.
Die elektrische Maschine 31 kann in vorteilhafter Weise eine Leistung in der Größenordnung zwischen 2 und 15 kW aufweisen, wobei es für viele Anwendungsfälle zweckmäßig ist, wenn die Leistung der elektrischen Maschine 31 zumindest 5 kW beträgt. Bei ausreichend großer, leistungsmäßiger Bemessung der elektrischen Maschine 31, kann diese zumindest auch als Antriebsunterstützung für ein Kraftfahrzeug dienen. Weiterhin kann die elektrische Maschine 31 dann auch als Bremse für das Kraftfahrzeug herangezogen werden. Dadurch wird es möglich, auch bei Bergabfahrt oder bei Schubbetrieb des Kraftfahrzeuges, eine Bremswirkung über die elektrische Maschine 31 zu gewährleisten, welche aufgrund der konstruktiven Ausgestaltung des Getriebes 1 von diesem nicht realisiert werden kann. Bei Verwendung der elektrischen Maschine 31 als Verzögerungsglied, also Bremse, wird diese über die die Zahnräder 38, 39, 40 umfassende Antriebsverbindung angetrieben. Bei Betriebszuständen, in denen die elektrische Maschine 31 als Verzögerungseinrichtung für das Kraftfahrzeug dient, kann der Rotor 35direkt oder über die Welle 3 mit der Brennkraftmaschine gekoppelt sein, so dass dann auch die Brennkraftmaschine ein Bremsmoment erzeugen kann. Bei einer derartigen Betriebsweise addieren sich also die Bremswirkungen der elektrischen Maschine 31 und des Motors beziehungsweise der Brennkraftmaschine. Das resultierende Bremsmoment wird dabei über die die Zahnräder 38, 39, 50 umfassende, antriebsmäßige Verbindung zwischen Rotor 35 und Welle 4 geleitet.
Sofern der die Welle 3 antreibende Motor und die elektrische Maschine 31 gleichzeitig einen Antrieb des Kraftfahrzeuges gewährleisten, kann die von der elektrischen Maschine 31 abgegebene Leistung über die Zahnräder 38, 39, 40 auf die Welle 4 übertragen werden und die vom Motor abgegebene Leistung mittels des Exzenterantriebes 5 und der Freilaufeinrichtung 6 auf diese Welle 4 betragen.
Die erfindungsgemäße Antriebsanordnung ermöglicht also eine Vielzahl von Verbindungsmöglichkeiten für den Antrieb oder die Verzögerung eines Kraftfahrzeuges mittels der elektrischen Maschine 31 und/oder der Fahrzeugbrennkraftmaschine, wobei die beschriebenen, antriebsmäßigen Verbindungsmöglichkeiten auch nur teilweise vorgesehen werden können.
In vorteilhafter Weise kann die parallel zum Getriebe 5 wirksame Übersetzungseinrichtung, welche beispielsweise durch Zahnräder 38, 39, 40 gebildet sein kann, ein Übersetzungsverhältnis von 2 bis 6 aufweisen, wobei es für viele Anwendungsfälle besonders zweckmäßig sein kann, wenn dieses Übersetzungsverhältnis ca. 4 beträgt. Bei einem Übersetzungsverhältnis von 4 kann also der Rotor der elektrischen Maschine 35 die vierfache Rotationsgeschwindigkeit der Welle 3 aufweisen.
Wie aus Fig. 2 zu entnehmen ist, besitzt die anzutreibende Welle beziehungsweise die Getriebeausgangswelle 4, welche im Gehäuse 2 verdrehbar gelagert ist, radial außen ein Polygonprofil, das hier hexagonal ausgebildet ist.
Die einzelnen Freilaufeinheiten 9 besitzen Klemmkörper 41, die hier durch Rollen gebildet sind. Die Rollen sind zwischen einem Innenring 42, der hier durch einen Bereich der Welle 4 gebildet wird, und einem Außenring 43 angeordnet, wobei die Flächen 44, 45 des Außen- und Innenringes 43, 42 derart aufeinander abgestimmt sind, dass die Klemmkörper 41 zumindest in eine Relativverdrehrichtung zwischen Innenring 42 und Außenring 43 diese Verdrehung blockieren können, so dass dann beide Ringe 42, 43 gemeinsam verdreht werden. In die andere Relativverdrehrichtung zwischen den beiden Ringen 42, 43 wird keine Sperrwirkung durch die Klemmkörper 41 erzeugt. Die einzelnen Klemmkörper beziehungsweise Rollen 41 werden vorzugsweise in Sperrrichtung beaufschlagt, was durch wenigstens ein Federelement erfolgen kann. Weiterhin sind die Klemmkörper 41 vorzugsweise über wenigstens einen Käfig in Umfangsrichtung zueinander positioniert.
Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Freilaufeinrichtung 6 beziehungsweise die einzelnen Freilaufeinheiten 9 umschaltbar sind, also die Sperrrichtung der Klemmkörper 41 in Bezug auf die beiden zueinander verdrehbaren Ringe 42, 43 umschaltbar ist. Durch die Verwendung derartiger Freilaufeinheiten kann in einfacher Weise bei dem Getriebe 1 die Drehrichtung der Welle 4 verändert werden und somit beispielsweise ein Rückwärtsgang realisiert werden.
Wie insbesondere aus Fig. 2 zu entnehmen ist, besitzt der Außenring 43 einer Freilaufeinheit 9 einen Anlenkbereich 46, der hier durch einen hervorstehenden Nocken des Außenringes 43 gebildet ist. Das Ende 47 einer Pleuelstange 7 ist gegenüber dem Anlenkbereich 46 um die Achse 46a verschwenkbar beziehungsweise verdrehbar gelagert. Wie aus Fig. 2 weiterhin zu entnehmen ist, sind die einem Exzenterbauteil 12 zugeordneten zwei Pleuelstangen derart angeordnet, dass die sich zwischen den Lageraußenringen 48 und den Enden 47 erstreckenden Arme 49 symmetrisch angeordnet sind gegenüber einer Geraden 51, die durch die Rotationsachse 50 der Welle 4 und der momentanen Stellung der Mittellinie 21 des Exzenterbauteils 12 verläuft. Die Lagerungen beziehungsweise Enden 47 zweier einander zugeordneter Pleuelstangen 7 haben also ebenfalls stets eine symmetrische Anordnung in Bezug auf die Gerade 51.
Vorteilhaft kann es sein, wenn die Abstimmung der einzelnen Bauteile derart erfolgt, dass in derjenigen Verdrehposition einer Exzentereinheit 8, bei welcher die Mittellinie 21 des Exzenterbauteils 12 den geringsten Abstand gegenüber der Rotationsachse 50 aufweist, sich die beiden Anlenkbereiche 46 beziehungsweise die Achsen 46a der einander zugeordneten beiden Pleuelstangen 7 zumindest annähernd diametral gegenüberstehen in Bezug auf die Rotationsachse 50. Der in dieser Stellung der Mittellinie 21 in Bezug auf die Rotationsachse 50vorhandene und auf diese Rotationsachse 50 bezogene Winkel zwischen den beiden Anlenkbereichen 46 beziehungsweise den beiden Achsen 46a kann jedoch auch kleiner als 180° sein, wobei es gegebenenfalls für manche Anwendungsfälle auch vorteilhaft sein kann, wenn dieser Winkel größer als 180° ist.
Wie aus Fig. 1 weiterhin zu entnehmen ist, bildet die Welle 4 die Eingangs- beziehungsweise Antriebswelle für ein Differential 52, welches seitlich beziehungsweise unterhalb des mit der Welle 3 verbundenen Motors angeordnet sein kann. Die zwei Abtriebswellen 53, 54 sind koaxial zur Welle 4 angeordnet, wobei die Welle 54 innerhalb der als Hohlwelle ausgebildeten Welle 4 aufgenommen und gegebenenfalls gelagert ist.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Welle 4 und der Differentialkorb 55 zur Vereinfachung der Fig. 1 einstückig dargestellt. In der Praxis sind jedoch mehrere miteinander verbundene Teile vorhanden.
Weiterhin ist eine mit der Welle 4 verbundene Trägheitsmasse 56 vorhanden, über die das Drehschwingungsverhalten des Getriebes 2 beeinflusst werden kann.
Für die Funktion des Getriebes 2 kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die Anzahl der Exzentereinheiten 8 geradzahlig ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind sechs Exzentereinheiten 8 und zwölf Pleuelstangen 7 vorhanden.
Wie aus Fig. 1 zu entnehmen ist, sind die Exzenterbauteile 12 zur Gewichtsreduzierung zumindest partiell als Hohlkörper ausgebildet, wodurch sich bei den dargestellten Exzenterbauteilen 12 ein I-förmiger Querschnitt ergibt.
Durch die erfindungsgemäße, konstruktive Ausgestaltung des Exzenterantriebes 5 und der Freilaufeinrichtung 6 wird die Konzeption eines Getriebes ermöglicht, das kleine Drehungsgleichförmigkeiten bei gleichzeitig hoher Anregungsfrequenz besitzt. Dadurch wird die Möglichkeit geschaffen, die mit der Abtriebswelle 4 verbundene Trägheitsmasse beziehungsweise Schwungmasse 56 verhältnismäßig klein beziehungsweise leicht zu bemessen. Die vorerwähnten Vorteile werden erzielt durch die Verteilung der zu übertragenden Leistung auf eine Vielzahl von verhältnismäßig leicht ausgebildeten Exzentereinheiten 8 beziehungsweise Freilaufeinheiten 9.
Aufgrund des Aufbaues des Getriebes 1 erzeugt dieses ähnlich wie ein Verbrennungsmotor eine ungleichförmige Drehbewegung, die auf die Kinematik des Getriebes zurückzuführen ist. Die ungleichförmige Drehbewegung entsteht durch das Überlagern von sinusähnlichen Kurbelgeschwindigkeiten, welche durch die axial nebeneinander angeordneten Exzentereinheiten 8, die ähnlich wie eine Kurbel wirken, erzeugt werden. Die erwähnte Ungleichförmigkeit der Drehbewegung ist dabei abhängig von der Anzahl an Exzentereinheiten 8. Je mehr derartige Exzentereinheiten 8 vorgesehen werden und vorzugsweise gleichmäßig zueinander in Bezug auf die Rotationsachse versetzt angeordnet werden, um so gleichförmiger wird die Drehbewegung.
Um den Einsatz von erfindungsgemäßen Antriebsanordnungen beziehungsweise Getrieben zu gewährleisten, müssen die Schwingungen, welche durch ungleichförmige Drehbewegungen erzeugt werden, auf ein akzeptables Maß reduziert werden. Dies ist erforderlich, um den Fahrkomfort beeinträchtigende Momentenschwankungen im Antriebsstrang des Kraftfahrzeuges zu vermeiden beziehungsweise zumindest auf ein erträgliches Maß zu reduzieren. Eine diesbezüglich besonders wirksame Maßnahme besteht darin, mit der Abtriebswelle 4 des Getriebes 1 eine Trägheitsmasse beziehungsweise ein Schwungrad 56 zu koppeln. Die Verbindung zwischen der Trägheitsmasse 56 und dem Abtrieb des Getriebes 1, der hier durch die Welle 4 gebildet ist, kann dabei unmittelbar erfolgen. Es können also, wie aus Fig. 1 entnehmbar, die Trägheitsmasse 56 und die Welle 4 starr miteinander verbunden sein. Der Einfachheit halber wurde in Fig. 1 die Trägheitsmasse 56 und die Welle 4 einstückig dargestellt. Selbstverständlich kann jedoch die Trägheitsmasse 56 durch zumindest ein separates Bauteil gebildet sein, welches mit der Welle 4 in bekannter Weise verbunden wird, zum Beispiel durch Schweißen, Nieten, Verschrauben oder Verstemmen.
Die Trägheitsmasse 56 kann auch als Tilger oder Pendel ausgebildet sein. Hierfür kann die Trägheitsmasse 56 zum Beispiel Pendelmassen aufweisen. Die Trägheitsmasse 56 kann auch Massenanteile besitzen, die über Federn und/oder Reibeinrichtungen mit einem Trägerbauteil der Trägheitsmasse 56 verbunden sind.
Vorteilhaft kann es auch sein, wenn die Trägheitsmasse 56 einen Drehschwingungsdämpfer aufweist, der funktionsmäßig zwischen der Welle 4 und dem Differential 52 beziehungsweise den Abtriebswellen 53, 54 wirksam ist. In vorteilhafter Weise kann die Trägheitsmasse 56 auch als sogenanntes Zweimassenschwungrad ausgebildet sein, wobei die eine Masse funktionsmäßig mit der Welle 4 und die andere Masse funktionsmäßig mit dem Differential 52 beziehungsweise den Abtriebswellen 53, 54 fest verbunden sein können.
Besonders zweckmäßig ist es, wenn die Trägheitsmasse 56 derart ausgestaltet beziehungsweise bemessen ist; dass im normalen Fahrbetrieb des Kraftfahrzeuges die Eigenfrequenz der "resultierenden Feder", die aufgrund der Nachgiebigkeiten im Bereich der Freilaufeinheiten 9, der Pleuelstangen 7, und der anderen im Drehmomentübertragungsstrang befindlichen Bauteile entsteht, kleiner ist als die Anregungsfrequenz des Getriebes 1. Bei der vorerwähnten Eigenfrequenz der "resultierenden Feder" ist die Auswirkung der Trägheitsmasse 56 zu berücksichtigen.
Sofern die vorerwähnte "resultierende Feder" eine weiche Charakteristik aufweist und die Trägheitsmasse 56 ausreichend groß bemessen ist, können zumindest bei hohen Übersetzungen des Getriebes 1 auch die Ungleichförmigkeiten des Motors gedämpft werden. Der Dämpfer zwischen Motor und Getriebe kann dann im Wesentlichen nur zum Mittenversatzausgleich zwischen Motorabtriebswelle und Getriebeeingangswelle dienen. Die vorerwähnten, hohen Übersetzungen sind beim Anfahren eines Kraftfahrzeuges erforderlich. Die hier angesprochene Übersetzung bezieht sich dabei auf das Verhältnis zwischen der Drehzahl an der Abtriebswelle des Motors zur Drehzahl an den Räderantriebswellen 53, 54 beziehungsweise den Rädern selbst. Die vorerwähnten, hohen Übersetzungen liegen bei üblichen Kraftfahrzeugen in der Größenordnung von 12 : 1 bis 15 : 1.
Zweckmäßig kann es sein, wenn zusätzlich zu der Trägheitsmasse 56 ein sogenanntes Zweimassenschwungrad zwischen Brennkraftmaschine 270 und Getriebe 1, 201 vorgesehen wird, da dadurch die Ungleichförmigkeiten der Brennkraftmaschine bei Vorhandensein von kleinen Übersetzungen ermöglicht wird. Unter kleinen Übersetzungen sind Übersetzungen in der Größenordnung von 4 : 1 bis 2 : 1 zu verstehen, wobei auch hier wiederum das Verhältnis zwischen Drehzahl der Motorabtriebswelle und Drehzahl ari den Rädern zu verstehen ist. Üblicherweise liegt dieses Übersetzungsverhältnis in der Größenordnung von 2,8 bis 3,5. Ein derartiges Zweimassenschwungrad braucht nicht als Leerlaufdämpfer ausgebildet sein, das bedeutet also, dass die Dämpfungseinrichtung des Zweimassenschwungrades lediglich auf den Lastbereich des Kraftfahrzeuges abgestimmt sein braucht.
Um ein hohes, wirksames Massenträgheitsmoment auch bei Einsatz einer verhältnismäßig geringen Masse zu erhalten, kann es zweckmäßig sein, wenn diese Masse derart rotierbar gelagert ist, dass sie über einen ins Schnelle übersetzenden Antrieb antreibbar ist. Die einen solchen Antrieb antreibende Welle kann dabei beispielsweise die Getriebeeingangswelle 3 oder die Getriebeausgangswelle 4 sein.
Zur Dämpfung der abtriebsseitigen Schwingungen kann auch direkt an der einem Antriebsrad zugeordneten Gelenkwelle eine Reibeinrichtung beziehungsweise Dämpfungseinrichtung angeordnet werden, die zum Beispiel bei Verdrehung der Gelenkwelle wirksam wird.
Auch können zur Verringerung beziehungsweise Aufhebung von Massenkräften des getriebeseitigen Kurbeltriebs an dem beziehungsweise in dem Getriebe Massenausgleichswellen angebracht sein. Derartige Massenausgleichswellen werden auch bei Brennkraftmaschinen verwendet.
Zwischen der Brennkraftmaschine und dem Exzenterantrieb 5 kann auch eine feste Winkelzuordnung vorhanden sein, wodurch sich die Ungleichförmigkeiten zumindest teilweise ausgleichen lassen. Diese Winkelzuordnung ist dabei vorzugsweise derart gewählt, dass der am Exzenterantrieb anstehende Leistungsbedarf zum Antrieb des Kraftfahrzeuges immer dann am größten ist, wenn die Drehbewegung der Kurbelwelle aufgrund von Zündungsvorgängen beschleunigt wird und umgekehrt. Der am Exzenterantrieb 5 anstehende Leistungsbedarf beziehungsweise abgreifbare Leistungsbedarf ist abhängig vom Eingriffzustand der einzelnen Freilaufeinheiten 9 der Freilaufeinrichtung 6. Es soll also vorzugsweise in den Zuständen, bei denen mehrere Freilaufeinheiten 9 greifen und somit ein hoher Leistungsabgriff an der Exzentereinheit 5 möglich ist, an der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine auch ein entsprechend hohes Drehmoment zur Verfügung stehen. Bei Betriebszuständen, bei denen jedoch nur wenige Freilaufeinheiten 9 greifen und somit am Exzenterantrieb 5 an sich nur eine geringere Leistung abgegriffen werden kann, ist es zweckmäßig, wenn das durch die Zündvorgänge an der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine erzeugte Drehmoment verhältnismäßig gering ist. Bezogen auf den Extremfall, bei dem die Brennkraftmaschine nur einen Kolben aufweist und das Getriebe nur eine Exzentereinheit 8, bedeutet dies, dass während eines Verbrennungsvorganges die der entsprechenden Exzentereinheit 8 zugeordnete Freilaufeinheit 9 blockiert, also Drehmoment überträgt, wohingegen während eines Verdichtungsvorganges die entsprechende Freilaufeinheit 9 als Freilauf wirksam ist.
Das Getriebe 1 kann darüber hinaus sehr kompakt bauen, da die anzutreibende Welle 3 koaxial angeordnet werden kann mit der Kurbelwelle einer mit dem Endzapfen 24 zu verbindenden Brennkraftmaschine. Die Welle 3 kann dabei mit der gleichen Drehzahl wie die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine drehen. Weiterhin ist die Abtriebswelle 4 des Getriebes 1 praktisch unmittelbar mit dem Differential 52 verbunden und somit sehr nahe an den Räder antreibenden Wellen 53, 54 angeordnet. Ein derartiger Aufbau ist besonders vorteilhaft für Fahrzeuge mit quer eingebautem Motor und Frontantrieb.
Bei dem in Fig. 4 teilweise dargestellten Getriebe 101 ist die antreibende Welle 103 aus mehreren Bestandteilen zusammengesetzt. Diese Bestandteile umfassen ein motorseitiges Antriebsteil 103a, welches sowohl den Endzapfen 124 als auch einen exzentrischen Führungsbereich 111 bildet. Das Antriebsteil 124 ist, wie aus Fig. 4 ersichtlich, im Gehäuse 102 verdrehbar gelagert. Die die Welle 103 bildenden Bestandteile umfassen weiterhin eine Mehrzahl von scheibenartig ausgebildeten Führungsbereichen 111a sowie ein Endteil 111b, das ebenfalls im Gehäuse 102 verdrehbar gelagert ist und einen gegenüber der Rotationsachse 110 der Welle 103 exzentrisch ausgebildeten Führungsbereich 111c bildet. Die einzelnen Bauteile 103a, 111a und 111b sind axial hintereinander angeordnet und miteinander verbunden, zum Beispiel über Schraubverbindungen 160.
Bei dem in Fig. 4 dargestellten Ausführungsbeispiel nehmen die Exzenterbauteile 112 jeweils nur ein Verbindungselement 107 auf.
Zur Verdrehung der Verstellwelle 116 gegenüber der Eingangswelle 103 sind zwei zueinander parallel geschaltete Planetensätze 127, 128 vorgesehen. Der Planetensatz 127 besitzt ein Sonnenrad 161, das mit der Welle 116 drehfest verbunden ist. Der Planetensatz 128 besitzt ein Sonnenrad 162, das mit der Welle 103 drehfest verbunden ist. Die Planetenräder 163 des Planetensatzes 127 stehen in Eingriff mit einem Hohlrad 164, das verdrehbar am Gehäuse 102 gelagert beziehungsweise aufgenommen ist. Die Planetenräder 165 des Planetensatzes 128 wirken mit einem Hohlrad 166 zusammen, welches gegenüber dem Gehäuse 102 drehfest ist.
Das Hohlrad 164 ist über einen Schneckenantrieb beziehungsweise ein Schneckengetriebe 167 verdrehbar. Das Hohlrad 164 weist hierfür eine entsprechende Verzahnung auf. Bei einer derartigen Ausgestaltung kann der für die Verstellung der Getriebeübersetzung vorgesehene Motor, wie insbesondere Elektromotor, versetzt zur Rotationsachse 110 angeordnet werden. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Schneckengetriebe 167 derart ausgeführt, dass der dieses Schneckengetriebe 167 antreibende Elektromotor quer zur Welle 103 steht. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel besitzen die Planetenräder 163 und 165 einen gleichen Verzahnungsdurchmesser, zweckmäßig kann es jedoch auch sein, wenn die Planetenräder 163 eine Verzahnung besitzen, die einen anderen Durchmesser aufweist als die Verzahnung der Planetenräder 165.
Die Pleuelstangen 7, 49 können derart bemessen werden, dass sie zumindest in Längsrichtung, also in Richtung einer Linie, welche die beiden Mittellinien beziehungsweise Achsen 46a und 21 verbindet, praktisch starr sind, also praktisch keine Elastizität aufweisen und somit bei einer Kraftübertragung beziehungsweise einer Drehmomentübertragung keine beziehungsweise nur eine unbedeutende Verformung erfahren.
Besonders vorteilhaft kann es jedoch auch sein, wenn die Verbindungselemente beziehungsweise Pleuel 7 derart ausgebildet sind, dass sie in Abhängigkeit der übertragenen Kräfte beziehungsweise Drehmomente eine gewisse elastische Verformung erfahren. Diese Verformung nimmt mit größer werdender Kraft beziehungsweise mit zunehmendem Drehmoment zu.
Eine derartige elastische Auslegung der Verbindungselemente 7, 49 hat den Vorteil, dass gewisse Herstellungstoleranzen dadurch ausgeglichen werden können. Weiterhin hat eine solche Elastizität den Vorteil, dass dadurch gewährleistet werden kann, dass eine Mehrzahl von Freilaufeinheiten 9 sich in einem gesperrten Zustand befinden, wodurch erzielt wird, dass auf jeden Fall das zu übertragende Drehmoment von einer Vielzahl von Verbindungselementen 7, 49 auf die Welle 4 übertragen werden kann. Während der Übertragung eines Drehmomentes befinden sich also die Verbindungselemente 7, 49 in einem elastisch verspannten Zustand. Aufgrund der Elastizität der Verbindungselemente 7, 49 und der gegebenenfalls auftretenden, zeitlich versetzen Sperrung einer Mehrzahl von Freilaufeinheiten 9 können die von den einzelnen Verbindungselementen 7 übertragenen Kräfte beziehungsweise Drehmomente voneinander abweichen.
Aufgrund des vorerwähnten möglichen elastischen Verspannungszustand der Verbindungselemente 7, 49 können sich die Freilaufeinheiten 9 noch in einem gespannten beziehungsweise gesperrten Zustand befinden, obwohl sich das einer solchen Freilaufeinheit 9 zugeordnete Verbindungselement bereits in Entsperrrichtung der entsprechenden Freilaufeinheit 9 bewegt. Das bedeutet also, dass zumindest theoretisch eine Freilaufeinheit 9 erst dann ihre Sperrfunktion aufgibt, wenn das entsprechende Verbindungselement sich in einer entspannten Position befindet.
Die vorerwähnte Wirkungsweise kann gegebenenfalls auch durch Einbringung einer entsprechenden Elastizität an einer anderen Stelle gewährleistet werden. Eine derartige Elastizität könnte beispielsweise im Bereich der Pleuellagerstellen z. B. 46 erfolgen. Eine derartige Elastizität könnte gegebenenfalls auch noch zusätzlich zu der Elastizität der Verbindungselemente 7 vorgesehen werden. Eine derartige Elastizität könnte beispielsweise durch Anordnung im Bereich der Schwenklagerung 46 eines Gummi- oder Kunststoffringes, welcher die eigentliche Lagerung aufnimmt, realisiert werden.
Für die Funktion des Getriebes kann es besonders vorteilhaft sein, wenn der Abstand zwischen den beiden Schwenk- beziehungsweise Drehachsen 21, 46a eines Verbindungselementes 7 kleiner ist als der Abstand zwischen den beiden Rotationsachsen 10, 50 der antreibenden Welle 3 und der angetriebenen Welle 4.
Weiterhin kann es für die Auslegung der Antriebsanordnung besonders vorteilhaft sein, wenn die Pleueldrehachse 46a gegenüber der Rotationsachse 50 der Abtriebswelle 4 einen Abstand besitzt, der etwa dem doppelten Abstand zwischen der Rotationsachse 10 der Eingangswelle 3 und der Mittellinie 21 eines Exzenterbauteils 12 bei maximal eingestellter Exzentrizität entspricht. Diese maximale Exzentrizität ist in Fig. 2 und 3 ersichtlich.
Wie insbesondere in Zusammenhang mit einer Ausführungsform gemäß den Fig. 1 bis 3 näher erläutert wurde, sind auf der Abtriebswelle 4 des Getriebes 1 die Freiläufe beziehungsweise Freilaufeinheiten 9 vorgesehen, auf welche das zu übertragende Antriebsmoment mittels der Verbindungselemente beziehungsweise Pleuel 7 übertragen wird. Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel erfolgt die Lagerung der Welle 4 an beiden Wellenenden. Das Drehmoment wird über die polygonartig angeordneten Flächen 45 der Welle 4 direkt an den Differentialkorb 55 weitergeleitet. Durch die Aufteilung der Verbindungselemente beziehungsweise Pleuelstangen 7 in ziehende und drückende Pleuelstangen 7 können die Querkräfte, welche auf die Welle 4 einwirken, aufgrund des gleichzeitigen Eingriffes mehrerer Freiläufe zumindest teilweise aufgehoben werden, wodurch die auf die Lagerungen der Welle 4 einwirkenden Kräfte zumindest reduziert werden können.
Um eine Rückwärtsfahrmöglichkeit bei einem Kraftfahrzeug, welches mit einem nach dem beschriebenen Prinzip arbeitenden Getriebe ausgestattet ist, zu gewährleisten, muss eine entsprechende Rückwärtsgangstufe zwischen Fahrzeugantriebsmotor und Antriebswellen 53, 54 für die Räder vorgesehen werden. Hierfür kann beispielsweise eine entsprechende Zahnradstufe zwischen der Welle 4 und den Antriebsrädern vorgesehen werden. Weiterhin könnte eine entsprechende Zahnradstufe zwischen dem Antriebsmotor des Fahrzeugs beziehungsweise der Welle 3 und der Abtriebswelle 4 vorgesehen werden, wobei dann die Sperrwirkung der Freilaufeinheiten 9 zumindest für die Betriebsphasen, in denen eine Rückwärtsfahrt des Kraftfahrzeuges gewünscht wird, aufgehoben sein muss.
Wie bereits beschrieben, besteht jedoch die Möglichkeit, mittels der Freilaufeinrichtung 6 in besonders einfacher Weise eine Rückwärtsgangfunktion zu realisieren, und zwar indem die Freilaufeinheiten 9 mit einer umkehrbaren Sperrrichtung versehen werden. Eine Ausführungsmöglichkeit zur Gestaltung eines derartigen Freilaufs ist in den Fig. 6 bis 8 dargestellt.
Die in den Fig. 6 bis 8 teilweise dargestellte Freilaufeinheit 9 wurde vom prinzipiellen Aufbau her bereits in Zusammenhang mit Fig. 2 beschrieben. Das am Außenumfang der Welle 4 vorhandene, polygonartige Profil 80 ist derart ausgebildet, dass die dieses Profil 80 bildenden Flächen 45 in Bezug auf die Sperrfunktion beziehungsweise Freilauffunktion des Freilaufes 9, welche mittels der Klemmkörper 41 realisiert wird, symmetrisch ausgebildet sind.
Zur Umschaltung der Sperrfunktion des Freilaufes 9 ist eine Umschalteinrichtung 81 vorgesehen, die mehrere Umschalteinheiten 82 besitzt, die jeweils zwischen benachbarten Klemmkörpern 41 angeordnet sind. Die Umschalteinheiten 82 sind synchron betätigbar und besitzen Umschaltmittel, die jeweils einen verdrehbaren scheibenförmigen Bereich 83 sowie einen, vorzugsweise aus einem profilierten Stab bestehenden, profilierten Bereich 84 besitzen. Am profilierten Bereich 84 ist eine Feder vorgesehen, die bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch eine Schenkelfeder 85 gebildet ist. Die Feder 85 ist verspannbar zwischen dem profilierten Bereich 84 und einem Klemmkörper 41. Hierfür besitzt die Schenkelfeder 85 einen Schenkel 86, der einen Klemmkörper 41 in die entsprechende Sperrrichtung beaufschlagen kann. Das Federelement 85 und die profilierten Bereiche 84 sind gegenüber der Rotationsachse des scheibenförmigen Bereiches 83 exzentrisch angeordnet, so dass bei einer Rotation des scheibenförmigen Bereiches 83 eine umfangsmäßige Verlagerung des Federelementes 85 und der profilierten Bereiche 84 stattfindet. In den Fig. 7 und 8 sind die beiden umfangsmäßigen Extrempositionen des Federelementes 85 und der profilierten Bereiche 84 dargestellt. Die scheibenförmigen Bereiche 83 sind in einem Träger- bzw. Gehäuseteil, welches vorzugsweise mit der Welle 4 drehfest ist, gelagert. Aus den Fig. 7 und 8 ist zu entnehmen, dass durch Verdrehung der scheibenförmigen Bereiche 83 um ca. 180° die Verspannungsrichtung beziehungsweise Kraftrichtung des Federelementes 85 beziehungsweise des Federschenkels sich in Bezug auf die Klemmkörper 41 geändert hat. Die in Fig. 7 dargestellte Position der einzelnen Bauteile relativ zueinander kann beispielsweise dem Zugbetrieb eines Kraftfahrzeuges entsprechen, so dass dann in Fig. 8 die Relativposition der einzelnen Bauteile dargestellt ist, die für eine Rückwärtsfahrt des Kraftfahrzeuges eingestellt wird. In vorteilhafter Weise können die profilierten Bereiche 84, wie bereits erwähnt, stabförmig ausgebildet sein, wobei diese profilierten Stäbe 84 sich axial durch alle Freilaufeinheiten 9, gemäß Fig. 1, erstrecken können, so dass bei Verdrehung der profilierten Stäbe 84 alle Freilaufeinheiten 9 gleichzeitig umgeschaltet werden können.
Die in Fig. 5 schematisch dargestellte Antriebsanordnung unterscheidet sich gegenüber der in Fig. 1 dargestellten im Wesentlichen dadurch, dass die elektrische Maschine 231 axial zwischen dem Getriebe 201 und der Brennkraftmaschine 270, von der lediglich die Kurbelwelle schematisch dargestellt ist, angeordnet ist.
Das Getriebe 201 ist ähnlich ausgebildet wie das Getriebe 1 gemäß Fig. 1 und besitzt somit ebenfalls einen Exzenterantrieb 205 sowie wenigstens eine Freilaufeinrichtung 206, die jedoch lediglich schematisch dargestellt sind. Der Rotor 235 der elektrischen Maschine 231 ist einerseits über eine Reibungskupplung 236 mit der Getriebeeingangswelle 203 und der Kurbelwelle 271 der Brennkraftmaschine 270 verbindbar und andererseits über eine Reibungskupplung 237 mit der Abtriebsseite des Getriebes koppelbar. Zwischen dem Rotor 235 beziehungsweise der Reibungskupplung 237 und der Abtriebsseite des Getriebes ist eine Übersetzungseinrichtung 272 vorgesehen, die ähnlich ausgebildet sein kann wie diejenigen, welche in Zusammenhang mit Fig. 1 beschrieben wurden. Die in Fig. 5 schematisch dargestellte Übersetzungseinrichtung 272 ist als Zahnradgetriebe ausgebildet, welches wie die Übersetzungseinrichtung gemäß Fig. 1 drei Zahnräder aufweist und ein festes Übersetzungsverhältnis besitzt, welches in der Größenordnung von vier liegen kann. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das eine Zahnrad 240 vom Differentialkorb 255 getragen.
Die Reibungskupplungen 236, 237 werden entsprechend den vorhandenen Betriebszuständen des Kraftfahrzeuges geöffnet und geschlossen, so dass die elektrische Maschine 231, wie in Verbindung mit Fig. 1 beschrieben, verschiedene Funktionen übernehmen kann, nämlich beispielsweise Generatorfunktion, Anlasserfunktion und/oder Bremsfunktion.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist zwischen Brennkraftmaschine 270 und der elektrischen Maschine 231 ein Schwungrad 273 vorgesehen. Dieses Schwungrad 273 kann als starres Schwungrad ausgebildet sein oder aber auch ein sogenanntes Zweimassenschwungrad bilden. Bei Verwendung eines Zweimassenschwungrades kann es vorteilhaft sein, wenn der Rotor 235 mit derjenigen Schwungmasse über die Kupplung 236 verbindbar ist, welche drehstarr mit der Brennkraftmaschine 270 verbunden ist. Die zweite, über einen Drehschwingungsdämpfer mit der ersten Schwungmasse verbundene Schwungmasse, ist dann mit der Getriebeeingangswelle 203 verbunden.
Bei der schematischen Darstellung einer Antriebsanordnung gemäß Fig. 5 ist der in Fig. 1 dargestellte Verstellmechanismus 25 für den Exzenterantrieb 205 nicht dargestellt. Ein derartiger Verstellmechanismus kann bei der Ausführungsform gemäß Fig. 5 im Bereich des dem Motor 270 abgewandten Endes der Welle 203 angeordnet werden.
Die Umschaltung der Antriebsart des Rotors 235, nämlich von der Motorseite her oder von der Fahrzeugseite her, kann auch in einfacher Weise mittels zweier Freiläufe erfolgen, die derart geschaltet sind, dass der Rotor 235 von der jeweils schnelleren Antriebsseite her antreibbar ist.
Die durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung einer Antriebsanordnung ermöglichte Verwendung einer elektrischen Maschine 31 beziehungsweise 231 als Bremse ermöglicht eine Entlastung des eigentlichen Bremssystems eines Kraftfahrzeuges, was zum Beispiel bei Bergabfahrt besonders günstig ist.
Bei Betrieb der elektrischen Maschine als Generator kann, wie bereits erwähnt, diese zumindest zur Unterstützung der normalen Bremsanlage herangezogen werden. Die dabei erzeugte Energie kann auch zur Aufheizung des Motorkühlwassers verwendet werden, indem beispielsweise in den Kühler eine elektrische Heizung eingebaut wird. Dadurch kann in einfacher Weise kinetische Energie des Kraftfahrzeuges abgebaut werden. Die Temperatur der Kühlflüssigkeit kann in einfacher Weise auf einer bestimmten beziehungsweise noch akzeptablen Temperatur durch Einschalten des Lüfters gehalten werden. Falls erforderlich, kann bei derartigen Kraftfahrzeugen auch der den Kühler bildende Wärmetauscher größer dimensioniert werden und gegebenenfalls ein stärkerer Lüfter oder ein zusätzlicher Lüfter vorgesehen werden. Es kann also - zum Beispiel bei niedrigen Außentemperaturen - zumindest ein Teil der anfallenden Bremsenergie mittels der elektrischen Maschine zum schnelleren Aufheizen der Kühlflüssigkeit des Motors und/oder des Innenraumes des Kraftfahrzeuges verwendet werden.
Falls erforderlich, kann zur Vernichtung der anfallen, überschüssigen elektrischen Energie auch ein zusätzlicher Stromverbraucher zugeschaltet werden. Sofern ein separater Anlassermotor vorhanden ist, kann dieser zugeschaltet werden und gegebenenfalls in Betrieb gesetzt werden, so dass dieser versucht, den Motor zu starten, also mitzuschleppen, wobei jedoch kein Kraftstoff zugeführt wird. Es können auch andere Verbrauches zur Vernichtung von Energie verwendet werden, wie zum Beispiel Glühkerzen, Kühlergebläse, Scheibenheizungen, Beleuchtung usw.
Zweckmäßig kann es auch sein, wenn bei normaler Fahrt der Ladezustand der Batterie auf einem Niveau gehalten wird, der eine Speicherung von einer bestimmten Menge an Energie ermöglicht. Dies bedeutet also, dass bei normaler Fahrt der Ladezustand der Batterie so gesteuert wird, dass für Bremsenergie immer eine Restkapazität in der Batterie freigehalten ist.
Wie aus der vorangegangenen Beschreibung zu entnehmen ist, ermöglicht die erfindungsgemäße Antriebsanordnung beziehungsweise die beschriebene Getriebekonstruktion das Kraftfahrzeug, ausgehend von einer Getriebeübersetzung "unendlich", anzufahren. Über die pleuelähnlichen Verbindungselemente 7 ist jedoch aufgrund der Kinematik des Getriebes kein Schubmoment übertragbar. Wie ebenfalls bereits beschrieben wurde, können Bauteile, welche innerhalb des Getriebes das anstehende Drehmoment übertragen, eine gewisse Elastizität besitzen. Diese Bauteile umfassen unter anderem die Verbindungselemente beziehungsweise Pleuelstangen 7. Aufgrund dieser Elastizitäten hat das Getriebe 1 die Eigenschaft, dass die Übersetzung zwischen den Wellen 3 und 4 bei gleichbleibender Exzentrizität im Bereich des Exzenterantriebes 5 abhängig ist vom übertragenen Moment.
Um eine einwandfreie Verwendung des Getriebes zu ermöglichen, wird gemäß einem weiteren Erfindungsgedanken eine Ansteuerung für den Antriebsstrang beziehungsweise das Getriebe verwendet, bei der das aktuell vom Getriebe übertragene Drehmoment aus der tatsächlich am Getriebe vorhandenen Übersetzung und der tatsächlichen Exzentrizität im Bereich des Exzenterantriebes 5 bestimmt wird. Diese tatsächlich vorhandene Exzentrizität ist nämlich ein Maß für die theoretisch vorhandene, tatsächliche Übersetzung, nämlich diejenige, die vorhanden wäre, wenn praktisch kein Drehmoment übertragen wird. Es wird also indirekt das anstehende Drehmoment über die stattfindenden elastischen Verformungen von Bauteilen des Getriebes, welche die vorerwähnte Übersetzungsveränderung bewirken, ermittelt. Die vorerwähnten Parameter beziehungsweise Größen können in Form eines Kennfeldes beziehungsweise einer Kennlinie in einem Steuergerät abgelegt werden, wobei in dem Steuergerät auch ein die Übersetzung repräsentierendes Signal verarbeitet werden kann. Die Übersetzung kann dabei aus dem Verhältnis zwischen der getriebeeingangsseitig vorhandenen Drehzahl und der getriebeabgangsseitig vorhandenen Drehzahl gebildet werden. Möglich ist auch ein Vergleich zwischen Motordrehzahl und Drehzahl der Abtriebswellen beziehungsweise Antriebsrädern des Kraftfahrzeuges.
Durch eine derartige Verfahrensweise kann stets das an den Rädern anliegende Drehmoment ermittelt werden, selbst dann, wenn das Fahrzeug steht. Dies wird, wie bereits erwähnt, dadurch ermöglicht, dass jeder Exzentrizität beziehungsweise jedem Kurbelradius des Exzenterantriebes 5 ein entsprechendes Drehmoment zugeordnet werden kann.
Die zum jeweiligen Zeitpunkt tatsächlich vorhandene Exzentrizität beziehungsweise der momentane Kurbelradius des Exzenterantriebes 5 kann in einfacher Weise durch die Differenz der Absolutverdrehwinkel zwischen der Welle 3 und der Verstellwelle 16 - in Bezug zu dem stehenden Gehäuse 2 beziehungsweise 33 - bestimmt werden. Dies kann beispielsweise dadurch erfolgen, dass durch Inkrementalgeber Drehzahlimpulse der beiden Wellen 3 und 16 gemessen werden und durch Differenzbildung die Relativverdrehung und somit die Winkelposition zwischen den beiden Wellen 3 und 16 ermittelt wird. Das Geberrad der Drehzahlmesseinrichtung kann dabei in vorteilhafter Weise direkt am Verstellmotor 26 vorgesehen werden. Dies hat den Vorteil, dass die Drehzahlmesseinrichtung der zwischen dem Verstellmotor 26 und den beiden Wellen 3, 16 vorhandenen Getriebeübersetzung vorgeschaltet ist, wodurch eine gute Auflösung bezüglich der zu ermittelnden Exzentrizität gegeben ist, da der Rotor des Verstellmotors 26 in Bezug auf die tatsächlich zwischen den beiden Wellen 3 und 16 stattfindende Verdrehung eine große Verdrehung durchläuft. Dadurch wird auch bei Verwendung eines Geberrades mit verhältnismäßig wenig Zähnen eine ausreichend präzise Messung der Relativposition zwischen den einzelnen Bauteilen gewährleistet.
Eine weitere Möglichkeit, den Kurbelradius beziehungsweise die Exzentrizität im Bereich des Exzenterantriebes 5 zu ermitteln, besteht darin, eine Drehzahl- beziehungsweise Verdrehungsmesseinrichtung zu verwenden, die einen Positionsgeber verwendet, der mit dem Verstellmotor 26 beziehungsweise den Wellen 3, 16 dreht und direkt den Verdrehwinkel zwischen den beiden Wellen 3, 16 beziehungsweise den relativ zueinander verdrehbaren Bauteilen des Motors 26 misst. Das die entsprechende Verdrehung repräsentierende Signal kann dann per Funk oder per Schleifring an das dieses Signal verarbeitende Steuergerät übermittelt werden.
Die einer Exzentrizität "Null" entsprechende Position zwischen der Verstellwelle 16 oder der antreibenden Welle 3 und den Exzenterbauteilen 12 kann anhand eines Verdrehanschlags zwischen der Verstellwelle 16 und der antreibenden Welle 3 ermittelt werden. Diese Ermittlung kann erfolgen, indem der Verstellmotor 26 die beiden Wellen 3 und 16 derart verdreht, dass dieser Anschlag wirksam wird. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn gleichzeitig die Veränderung der Exzentrizität des Kurbelradius ermittelt wird. In vorteilhafter Weise kann der zwischen den beiden Wellen 3 und 16 wirksame Verdrehanschlag justierbar sein.
Beim Anfahren des Kraftfahrzeuges, ausgehend von einer Getriebeübersetzung "unendlich", ist es vorteilhaft, wenn das an den Antriebsrädern vorhandene Radmoment entsprechend dem Fahrerwunsch über die Exzentrizität des Exzenterantriebes 5 geregelt wird. Dabei kann die Brennkraftmaschine über eine entsprechende Steuereinrichtung zunächst gedrosselt werden. Durch eine derartige Verfahrensweise wird es möglich, dass erst, wenn nach dem Losfahren das Istmoment kleiner als das Wunschmoment ist, ein Übergang auf die üblichen Regelstrategien von automatischen Kupplungen erfolgen kann.
Um zu gewährleisten, dass eine zumindest annähernd gleichbleibende Exzentrizität am Exzenterantrieb 5 beziehungsweise zumindest annähernd gleichbleibende Übersetzung des Getriebes bestehen bleibt, kann es vorteilhaft sein, den Verstellmotor 26 impulsartig anzusteuern, wodurch eine ungewollte, selbsttätige Verstellung vermieden werden kann. In vorteilhafter Weise kann dabei die Frequenz der Impulse so hoch gewählt werden, dass die möglicherweise zwischen zwei Impulsen erfolgenden, geringen Übersetzungsveränderungen im Fahrzeug nicht spürbar sind. Durch eine derartige Verfahrensweise kann auch die Belastung des als elektrischer Motor ausgebildeten Verstellmotors 26 gesenkt werden. Auch wird es dadurch möglich, den elektrischen Motor wirkungsgradmäßig besser zu betreiben.
Sofern es erforderlich sein sollte, die Reibung zwischen den ineinandergreifenden Verzahnungen 14 und 17 zu reduzieren beziehungsweise zu beeinflussen, kann dies mittels des Verstellmotors 26 erfolgen, indem dieser Verstellmotor derart angesteuert wird, dass zumindest die Wellen 3 und 16 zueinander hin- und herbewegt werden, und zwar vorzugsweise um einen sehr geringen Betrag, so dass ein praktisch konstantes Übersetzungsverhältnis gewährleistet werden kann. Diese hin- und hergehenden Bewegungen ermöglichen auch, zwischen den entsprechenden Kontaktbereichen einen Schmierfilm aufzubauen.
Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn das mit einer erfindungsgemäßen Antriebsanordnung ausgestattete Kraftfahrzeug eine Bremse besitzt, zum Beispiel eine elektrische Feststellbremse, die bei Fahrzeugstillstand und nicht betätigtem Fahrpedal geschlossen ist, um ein Verspannen der Freiläufe 9 zu vermeiden.
Weiterhin kann es besonders vorteilhaft sein, wenn beim Verzögern des Fahrzeuges die Übersetzung des Getriebes etwas kürzer eingestellt wird, als diejenige Übersetzung, welche sich aus der Motordrehzahl und der Fahrgeschwindigkeit bei Last "Null" ergeben würde. Diese etwas kürzere Übersetzung wird also kontinuierlich an die durch die Motordrehzahl und die Fahrgeschwindigkeit bestimmten Fahrzustände angepasst. Unter Verzögerung des Fahrzeuges kann ein Ausrollen oder ein Abbremsen des Fahrzeuges verstanden werden. Durch die vorerwähnte Übersetzungseinstellung des Getriebes lässt sich letzteres besonders leicht verstellen und hat beim Wiedergasgeben, also beim Wiederbeschleunigen des Fahrzeuges die richtige Übersetzung. Sofern bei bestimmten Betriebszuständen des Fahrzeuges, zum Beispiel bei relativ schneller Fahrzeuggeschwindigkeit (oberhalb 80 km/h) und mit Leerlaufdrehzahl drehendem Motor, die vorerwähnte Übersetzungseinstellung nicht ohne Weiteres möglich ist, so kann es besonders zweckmäßig sein, die Motordrehzahl und/oder das Motormoment so zu regeln beziehungsweise zu steuern, dass beim Wiederaufbau eines Antriebmomentes dieser Momentenaufbau weich erfolgt. Eine ähnliche Regelung beziehungsweise Steuerung ist auch zweckmäßig, wenn in Schubphasen des Kraftfahrzeuges der Motor stillgesetzt wird.
Bei einem Kraftfahrzeug mit einer erfindungsgemäß ausgestalteten Antriebsanordnung kann es vorteilhaft sein, wenn dieses eine Steuereinheit aufweist, welche eine Anfahrstrategie, wie im Folgenden in Zusammenhang mit der Fig. 9 beschrieben, ermöglicht.
In dem Diagramm gemäß Fig. 9 ist auf der Abszisse die Zeit, auf der linken Ordinate die Rad- beziehungsweise Motordrehzahl und auf der rechten Ordinate das Rad- beziehungsweise Motormoment dargestellt.
Die Kennlinie 380 repräsentiert den Verlauf der Motordrehzahl. Die Kennlinie 381 repräsentiert die mit 10 multiplizierte Raddrehzahl des Kraftfahrzeuges. Die Kennlinie 382 repräsentiert den Verlauf des notwendigen Motordrehmomentes und die Kennlinie 383 entspricht dem Momentenverlauf an den Antriebsrädern.
Aus Fig. 9 ist zu entnehmen, dass der Anfahrvorgang eines Kraftfahrzeuges aus 3 Teilbereichen besteht und zwar aus einem ersten 384, in dem das an den Rädern anstehende Radmoment gesteuert wird, einem zweiten 385, in dem die Motordrehzahl geregelt wird, sowie aus einem dritten, sogenannten Übergangsbereich 386, der zwischen dem ersten und dem zweiten Bereich vorgesehen ist. Der Übergangsbereich 386 kann je nach Anwendungsfall mehr oder weniger lang dauern.
Im ersten Bereich 384 wird das an den Rädern anstehende Moment 383 über die Zeit vorgegeben. Die Sollwerte der Drehmomente werden in einem Kennfeld abgelegt, wobei die Auswahl aus dem Kennfeld entsprechend dem Fahrerwunsch erfolgt. Der momentane Fahrerwunsch kann im Wesentlichen durch den Fahrpedalwinkel, also praktisch der gewünschten Kraftstoffzufuhrmenge und der Betätigungsgeschwindigkeit des Fahrpedals bestimmt werden. Eine entsprechend schnelle Betätigung des Fahrpedals wird in einen entsprechend angepassten Momentenaufbau umgesetzt und umgekehrt. Die in dem Bereich 384 vorhandene beziehungsweise mögliche Momentenaufbaugeschwindigkeit wird im Wesentlichen durch die maximale Verstellgeschwindigkeit des Getriebes 1 bestimmt.
Das während eines Anfahrvorganges sich einstellende, absolute Soll- Radmoment wird aus dem Fahrpedalwinkel abgeleitet und zwar derart, dass sich ein harmonischer Verlauf des Radmomentes beim Übergang zum zweiten Bereich 385 des Anfahrvorganges ergibt.
Durch die Vorgabe des Radmomentes über der Zeit ist das erforderliche Motormoment nur noch von der Istübersetzung über der Zeit abhängig. Damit ist das Motormoment auch vom Fahrwiderstand abhängig und muss entsprechend dem Bedarf geregelt werden. Ist zum Beispiel der Fahrwiderstand sehr hoch und das Fahrzeug bewegt sich trotz angelegtem Radmoment nicht, so bleibt die Übersetzung unendlich und das erforderliche Motormoment sehr klein. Ist der Fahrwiderstand zum Beispiel bei Bergabanfahrt sehr klein, so muss das Motormoment schneller aufgebaut werden. Treten Abweichungen im Rad- oder Motormoment auf, so können nur eine oder aber beide Größen, nämlich Motormoment und Übersetzung nachkorrigiert werden. Der Motordrehzahlverlauf 380 richtet sich während eines Anfahrvorganges nach der späteren Fahrdrehzahl. Das bedeutet, dass die Motordrehzahl beim Anfahren keinen Überschwinger zeigt, sondern sich in einer frei wählbaren Funktion der Soll-Fahrdrehzahl nähert. Sofern bereits im ersten Teilbereich 384 eine Drehzahlerhöhung gewünscht ist, kann man das Motordrehmoment etwas höher wählen, um eine Eigenbeschleunigung des Motors zu erzielen.
Im zweiten Bereich 385 wird das Getriebe während eines Anfahrvorganges nach den bekannten Regeln für stufenlose Getriebe geregelt. Dabei wird die Motordrehzahl im Wesentlichen durch die Übersetzung des Getriebes geregelt.
Um einen harmonischen Verlauf der Momente und Drehzahlen zu erhalten, können im Übergangsbereich 386 die Steuerungsanteile zurückgenommen und die Regelanteile hochgefahren werden. Die Mitte beziehungsweise das Zentrum des Übergangsbereiches 386 liegt an der Stelle, an der das notwendige Motordrehmoment so groß ist wie das momentan vom Motor maximal zur Verfügung stehende Drehmoment, welches abhängig ist von der momentanen Drehzahl und Fahrpedalwinkeleinstellung.
Sofern der Fahrer während eines Anfahrvorganges seinen Drehmomentwunsch ändert, wird ein entsprechender, neuer Betriebspunkt direkt angefahren. Die Geschwindigkeit beziehungsweise der Zeitraum, in dem der neue Betriebspunkt angefahren ist, ergibt sich unter anderem aus der Fahrpedaländerungsgeschwindigkeit.
Die vorerwähnte Anfahrstrategie kann insbesondere bei Kraftfahrzeugen Verwendung finden, deren Brennkraftmaschine mittels eines sogenannten elektronischen Gaspedals beziehungsweise mittels eines Gaspedals, das über eine elektronische Einheit mit der Kraftstoffzuführungseinrichtung verbunden ist, betrieben wird. Weiterhin ist es vorteilhaft, wenn eine sogenannte Schnittstelle zwischen Brennkraftmaschine und Getriebe vorhanden ist.
Bei einer sogenannten Volllastanfahrt sollte das am Rad anliegende Soll- Drehmoment nicht wesentlich über dem ein Durchrutschen der Räder verursachenden Drehmoment liegen. In vorteilhafter Weise kann die Motordrehzahl sofort beziehungsweise sehr rasch auf das Maximum gefahren werden, damit ab dem Gleichgewichtspunkt der vorerwähnten beiden Momente die volle Motorleistung zur Verfügung steht.
Bei der erfindungsgemäßen Anfahrstrategie kann in vorteilhafter Weise mit dem Momentenaufbau sofort mit der einsetzenden Bewegung des Fahrpedals begonnen werden.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmalskombination zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmalskombinationen der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Da die Gegenstände der Unteransprüche im Hinblick auf den Stand der Technik am Prioritätstag eigene und unabhängige Erfindungen bilden können, behält die Anmelderin sich vor, sie zum Gegenstand unabhängiger Ansprüche oder Teilungserklärungen zu machen. Sie können weiterhin auch selbständige Erfindungen enthalten, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Ausführungsbeispiele sind nicht als Einschränkung der Erfindung zu verstehen. Vielmehr sind im Rahmen der vorliegenden Offenbarung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten für den Fachmann im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe entnehmbar sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

1. Stufenloses Getriebe mit wenigstens einer antreibenden Welle und einer getriebenen Welle die antriebsmäßig miteinander verbunden sind, unter Verwendung von wenigstens einem auf der antreibenden Welle vorgesehenen Exzenterantrieb und einer auf der getriebenen Welle vorgesehenen Freilaufeinrichtung, die zumindest über ein Verbindungselement wie Pleuel, miteinander verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzenterantrieb einen gegenüber der Rotationsachse der antreibenden Welle exzentrisch angeordneten Führungsbereich besitzt, auf dem verdrehbar ein Exzenterbauteil gelagert ist, auf dem wiederum das Verbindungselement verdrehbar gelagert ist.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die antreibende Welle eine axiale Ausnehmung besitzt, in die eine Verstellwelle eingreift, über die das Exzenterbauteil auf dem Führungsbereich verdrehbar ist.

3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Exzenterbauteil eine Ausnehmung besitzt zur Aufnahme des Führungsbereiches.

4. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Exzenterbauteil im Bereich der Ausnehmung eine Innenverzahnung besitzt.

5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Exzenterbauteil über die den Kopfkreis der Verzahnung begrenzenden Abschnitte der Innenverzahnung auf dem Führungsbereich getragen ist.

6. Getriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellwelle eine Außenverzahnung besitzt.

7. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellwelle über die den Kopfkreis ihrer Außenverzahnung bildenden Abschnitte in der Ausnehmung der antreibenden Welle zentriert bzw. gelagert ist.

8. Getriebe nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenverzahnung des Exzenterbauteils mit der Außenverzahnung der Verstellwelle in Eingriff steht.

9. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellwelle gegenüber der antreibenden Welle verdrehbar ist und eine solche Verdrehung eine Verdrehung des Exzenterbauteils auf dem Führungsbereich erzeugt.

10. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Verbindungselement über eine Wälzlagerung auf dem Exzenterbauteil verdrehbar aufgenommen ist.

11. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens zwei Verbindungselemente auf einem gemeinsamen Exzenterbauteil gelagert sind.

12. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass auf der antreibenden Welle wenigstens zwei hintereinander angeordnete Exzenterantriebe vorgesehen sind.

13. Getriebe nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass die auf einem gemeinsamen Exzenterbauteil aufgenommenen Verbindungselemente derart ausgestaltet und im Getriebe angeordnet sind, dass das eine Verbindungselement auf Zug beansprucht wird und das andere Verbindungselement auf Schub.

14. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die wenigstens eine auf der getriebenen Welle vorgesehene Freilaufeinrichtung einen Außenring besitzt, an dem das dieser Freilaufeinrichtung zugeordnete Verbindungselement verschwenkbar angelenkt ist.

15. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jedem Verbindungselement eine eigene Freilaufeinrichtung zugeordnet ist.

16. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die einstellbare, maximale Exzentrizität eines Exzenterantriebes derart bemessen ist, dass der über das Verbindungselement an der zugeordneten Freilaufeinrichtung (9) erzeugbare maximale Verschwenkwinkel in der Größenordnung von 40 bis 130 Grad, vorzugsweise in der Größenordnung von 60 bis 90 Grad, liegt.

17. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass das Exzenterbauteil um mindestens 180 Grad auf dem Führungsbereich verdrehbar ist.

18. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstand zwischen der Rotationsachse der antreibenden Welle und der Achse des exzentrisch angeordneten Führungsbereiches der halben, maximal einstellbaren Exzentrizität des Exzenterantriebes entspricht.

19. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass der radiale Abstand zwischen der Rotationsachse der antreibenden Welle und der Achse des exzentrisch angeordneten Führungsbereiches dem radialen Abstand zwischen der erwähnten Achse des Führungsbereiches und der Mittelachse des Exzenterbauteils entspricht.

20. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachse der Verstellwelle und die Drehachse der antreibenden Welle konzentrisch sind.

21. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass ein Exzenterbauteil aus zwei Bestandteilen besteht, die um den Führungsbereich angeordnet sind.

22. Getriebe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass die 2 Bestandteile durch Brechen eines zunächst einstückig ausgebildeten Exzenterbauteils gebildet sind.

23. Getriebe nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, dass die ein Exzenterbauteil bildenden Bestandteile durch den Lagerinnenring wenigstens eines auf das Exzenterbauteil aufgepressten Wälzlagers zusammengehalten sind.

24. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrehung der Verstellwelle gegenüber der antreibenden Welle durch einen im Bereich eines Endes der antreibenden Welle vorgesehenen Verstellmotor erfolgt.

25. Getriebe nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, dass die antreibende Welle über ein Ende mit einer Brennkraftmaschine verbindbar ist und der Verstellmotor im Bereich des anderen Endes vorgesehen ist.

26. Getriebe nach Anspruch 24 oder 25, dadurch gekennzeichnet, dass der Verstellmotor koaxial zur antreibenden Welle angeordnet ist.

27. Getriebe nach einem der Ansprüche 24 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass der Verstellmotor sowohl mit der antreibenden Welle als auch mit der Verstellwelle eine antriebsmäßige Verbindung besitzt.

28. Getriebe nach einem der Ansprüche 25 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass der Verstellmotor mit der antreibenden Welle rotiert.

29. Getriebe nach einem der Ansprüche 24 bis 28, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen wenigstens einer der beiden Weilen, nämlich antreibende Welle und Verstellwelle, und dem Verstellmotor eine Getriebeübersetzung vorhanden ist.

30. Getriebe nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, dass das mit dem Verstellmotor zusammenwirkende Übersetzungsgetriebe wenigstens einen Planetensatz aufweist.